精选-基于道路载荷谱的轻型卡车车门振动特性研究-SAE

1、1道路载荷谱测试与信号分析道路载荷谱测试主要有两个目的， 其一是获得车门系统关键点的动力学响应信号， 另一 方面，测定驾驶室及悬置系统的载荷信号作为后续动力学求解及虚拟载荷迭代的输入。车门系统传感器布置如图 1所示，在用户反馈问题车的车门最大振动量位置 -车门上框 近后视镜支架固定点附近布置相对位移传感器， 用于提取车门相对车身振动位移量， 在车门 上框及车门铰链固定端 （车身上）布置加速度传感器， 测得信号用于计算车身-车门传递路 径的频率响应函数。图1车门系统传感器布置驾驶室及悬置系统传感器布置如图2所示，在驾驶室前后悬置上下支架附近布置三方向加速度传感器，测得数据作为驾驶室悬置系统虚拟载

2、荷迭代的目标输入信号，或用于修正悬置系统隔振特性参数。在前后悬置上下支架之间沿垂向布置相对位移传感器，测得数据将用 作仿真模型运动学监测信号，确保驾驶室及悬置系统传递函数的准确性。图2驾驶室及悬置系统传感器布置根据用户反馈调查发现，80%勺用户察觉车门振动问题是在80-110km/h车速下的高速路面，20%用户反馈是在高速出口缓冲带路面。因此我们在试车场选取高环跑道以及搓板路作 为同比考核测试路面以求最大程度复现用户问题，并以此路面为依据进行后续动力学分析及结构优化改进。高环跑道测试分别以 80、90、100、110km/h车速进行，搓板路车速规定为55km/h。每种工况至少要在平稳车速下测量

3、5个循环的信号数据，从中挑选波峰系数最低值的单个循环为首选数据。波峰系数=max （最大值，最小值）/标准差进行数据信号校验，检查信号的合理性，如信号是否超限、标定方向是否正确等。对信号进行前处理，例如巴特沃斯滤波， 偏移漂移修正，尖峰毛刺剔除等，最终获得可用于后处理的信号。表1为车门上框关键点的数据信号统计值表1车门上框关键点数据信号统计值工况位移极值（mm位移标准差（mm加速度极值（g）加速度标准差（g）高环80km/h3.10.421.150.3高环90km/h4.10.551.20.34高环 100km/h6.360.791.250.36高环 110km/h7.180.911.60.4

4、6搓板路3.980.483.661.48通过表1发现，车门上框关键点的位移极值在高环100km/h及110km/h车速工况下均超过密封条理论预压缩量 （6mm,会产生车门与车身之间的漏缝问题，如果加上由于装配工艺导致的车门外张量（0-2mn）和风载负压导致的车门外张量（约 1mm，情况将更为严重。搓 板路虽然振动加速度较大，但多是车门与车身的同向振动，因此相对位移极值与标准差比较小。同时也说明了搓板路的频率较高（20Hz）,远离车门Y向振动主频，而高速工况随着速度的增加导致激励频率越来越接近车门Y向振动主频。对高速工况的车身输入端与车门响应端信号进行功率谱密度（PSD分析，如图3所示，车身激励

5、源主要有两个，一个是由于轮 胎动不平衡造成的激励，属于旁瓣能量衰减很快的窄带信号，特征明显，此时车门端为受迫响应振动。第二个激励是高速路面特征激励，混合了车架系统某阶模态激励（车身侧向振型模态频率较高，一般大于40Hz），频带较宽，此时车门的基频或主频与此激励频率发生耦合， 产生了共振现象。图 4是车身至车门 Y向路径的频率响应函数（FRF），可见在13.5Hz左右 存在最高的幅值比，此频率即为车门沿侧向振动的主频。g100即-ioiooTE504O3QJ3D5101520M頻率（阳图3 PSD值分析图4频率响应函数曲线常规的基于模态分析技术的振动问题研究，一般采用的是避频设计，使目标的模态频

6、率避开主要激励频率。各种用户路面激励频率段约为6-22HZ，四缸四冲程发动机怠速频率段约为23-27HZ，故主要激励频率范围是 6-27HZ。而本次研究的车门系统由于挂载了大视野后 视镜，后视镜重量超过 5公斤，使车门产生了由于后视镜造成的局部低频模态（13.5Hz ）。如果结构模态频率设计过低（小于6Hz），其刚度值太低，主观评价不允许；同时又很难通过结构改进使这阶模态频率值高于27Hz。既然无法做到避频设计，我们可以采取降低目标振动响应幅值的办法，本研究即试图模拟其系统真实的运动学与动力学状态，通过结构改进降低其关键点振动响应，达到既定目标值要求。因此首先需要建立多体动力学系统模型。2多体

7、动力学系统模型建立为模拟车门系统的运动学及动力学特性，需要建立包含车门在内的驾驶室及悬置等总成的复杂系统多体动力学模型。需要确定系统硬点坐标、部件连接形式及质量惯量参数、弹性元件刚度阻尼特性，载荷驱动输入与传感器设置等方面内容。车门、全内饰车身、横向稳定杆及悬置支架均采用柔性化建模，确保整备驾驶室质量质心转动惯量值与实测值一致。车门铰链、门锁约束方式应与实际情况相同，计算得到的车门一阶模态振型如图 5所示，为侧向振动，模态频率13.8Hz，与通过实测道路载荷谱计算出的车门主频13.5Hz较为一致，证明了柔性化模型的准确性，同时也可以发现距离后视镜 上固定点附近位置的车门模态位移最大，与用户反馈

8、的车门抖动最大位置一致。图7车门一阶模态振型9在悬置上下支架之间建立衬套单元，输入6方向刚度及阻尼值，由于关注的激励频率较低（小于40Hz）,本研究采用实测静态非线性刚度值，测试方法如图6所示，刚度值分为工作区刚度及限位区刚度。由于轻型卡车驾驶室特性，还要在前悬置衬套处设置预扭矩以使 驾驶室静平衡时的垂向载荷全部由前悬置衬套承担。车门密封条及限位块亦采用实测刚度 值，其中密封条用类衬套单元模拟，每隔200mm设一个单元，同时注意设置车门关闭时密封条的预压缩载荷。将悬置下支架与夹具连接并固定在6自由度振动台上，振动台中心点定义三个线性驱动（X/Y/Z）和三个旋转驱动（RX/RY/RZ）。0I14

9、95也100车门密封条试验图6弹性元件参数获取系统多体动力学模型如图7所示，由于悬置橡胶衬套阻尼为估计值，因此需要对其进行修正。在多体动力学模型的振动台驱动点XYZ各方向输入幅值为 2mm频率范围0-40HZ的正弦扫频信号，提取悬置上下支架的加速度响应并计算其幅值传递比即隔振特性，修改阻尼参数使仿真曲线与通过道路载荷谱测试计算后的试验曲线达到可接受的吻合程度，仿真与试验一致性曲线如图 8所示。经修正后的模型确保了驾驶室悬置系统传递函数具有较高的精 度，可以用于后续的虚拟载荷迭代工作。图7系统多体动力学模型| IL U. L |1. -1 _. p I L . I 1 LI t 一 ” J 1

10、II -0510 IS 202530354l频率|也图8悬置元件隔振性能对比3虚拟载荷迭代本研究需要模拟车门关键点在实际道路载荷下的振动响应，但是我们并不能通过测试获得车门的外部驱动输入， 所以需要用到虚拟仿真的方法求解。 目前在国内外采用的主要方法 有：1) .虚拟试车场法：需搭建整车级别的多体动力学系统模型及数字化路面模型，难点有 三，其一，轮胎建模参数极多， 很难模拟其动态特性，轮胎与路面的接触摩擦等特性仿真更 难；其二，数字化路面模型的建立成本很高，通用性较差；其三，卡车受到路面的激励一般 从轮胎-悬架-悬置-车门具有多级隔振链，每一级的隔振性能修正都很复杂，很容易造成隔 振链末端的仿

11、真输出与真实响应差距过大的问题。2) .虚拟载荷迭代法：也称半解析法，核心内容是通过响应反求输入。测量对象的动力学响应信号如加速度、位移信号或应变信号作为目标信号， 通过系统多体动力学模型作为传 递函数反求外部位移激励。如果系统线性程度高，理论上来说可以通过一次求解就获得实际驱动，但一般情况下系统的非线性会使第一次驱动获得的响应与目标值存在误差，所以需要通过反复迭代确保目标值与响应值达到理想的吻合程度，这个过程亦被称作虚拟载荷迭代， 本研究即利用这种方法进行求解。虚拟载荷迭代的过程为：1).生成白粉红噪声(WPN Unoise，将其输入多体动力学模型模型求得响应，计算 传递函数 H =九0匚$

12、。/ Unoise ；2).将道路载荷测试得到的数据信号作为目标信号，通过传递函数的反函数H 一 1获得第一次驱动Ui，U1 =Hytarget ；使Ui驱动系统模型获得第一次响应 y，比较如与y target的误差均方根值rms1，调整误差增益 a将rms1反馈给H 1，使u25 aH 1rms113).反复迭代，Un 1 Un aH rmsn，确保rmsn无限趋近于 0,目标信号与响应信号在时域、频域及雨流域的信号曲线幅值相位的吻合程度达到可以接受的程度，迭代终止。这样即获得了系统最终的位移激励Un 1。迭代过程如图9所示。图9虚拟载荷迭代过程前文提到，6自由度振动台有6个驱动输入通道，3

13、个线位移驱动和3个角位移驱动， 定义在平台中心点。 根据迭代算法，目标通道应不少于驱动输入通道数量。多体动力学建模过程中，根据道路载荷谱实际测点位置，在前后悬置上支架处布置 4个三方向加速度传感器共12个通道作为迭代通道，沿悬置上下支架垂直方向布置4个相对位移传感器作为监测通道，定义车门上框关键点相对位移传感器为验证通道，以车门振动响应最恶劣工况即高环 110km/h车速工况数据为目标信号源，生成白粉红噪声计算传递函数，开始虚拟载荷迭代。各通道仿真与测试结果 RM毀差值如表2所示，所有迭代通道的 RMS误差值小于10% 满足迭代要求，迭代成功，证明驾驶室动力学响应的准确性； 4个监测通道(悬置

14、相对位移) 误差均小于15%满足监测要求，证明驾驶室运动学响应的准确性；但验证通道即车门相对位移误差为25%需要对车身与车门之间传递路径的弹性元件参数进行修正。经研究发现， 车门一阶模态频率下的结构模态阻尼比率是主要影响因素，车门柔性化处理时采用了软件默认的结构阻尼比率 8%与实际可能存在差异，通过试验性分析将车门一阶模态频率下的结 构模态阻尼比率进行了调整，调整为3.2%，确保了验证通道与仿真信号吻合度达到要求，对比结果关键统计值如表 3所示，修正后的仿真值与实测值在均方根值、均值特别是极值方面吻合度很高，证明了驱动输入-传递路径-响应输出各个环节的准确性，可以作为车门结构改进优化的依据。表

15、2迭代通道、监测通道、验证通道仿真与测试结果RMS误差%迭代通道RMS 差迭代通道RMS误差监测通道/验证通道RMS 差左前悬置上加速度-X5.8左后悬置上加速度-X9.3左前悬置相对位移10.5左前悬置上加速度-Y2.9左后悬置上加速度-Y2.9右前悬置相对位移7.9左前悬置上加速度-Z5.1左后悬置上加速度-Z7.7左后悬置相对位移12.4右前悬置上加速度-X6.2右后悬置上加速度-X8.4右后悬置相对位移8.6右前悬置上加速度-Y3.5右后悬置上加速度-Y3.6车门相对位移25右前悬置上加速度-Z4.7右后悬置上加速度-Z7.2表3验证通道信号仿真与测试结果关键统计值验证通道信号（车门上

16、框关键点相对位移）均方根值（mm）均值（mm）极值（mm）测试值0.911.257.18仿真值（修正前）0.681.115.7仿真值（修正后）0.881.227.154车门系统结构改进与分析使窗框与车根据车门一阶模态振型与结构改进试验性分析发现， 车门铰链固定端的刚度不足， 是引 起车门上框振动位移较大的最主要原因。 因此车门系统的结构改进优化从两方面入手， 其一 是增加车门铰链的刚度，将车门铰链由板厚4.5mm的冲压件改为铸件，铰链重量增加约60% 同时增加铰链固定点上下螺栓距离。 其二是在车门侧上活动铰链端增加加强板，10所示门内板之间建立联系，显著增加车门侧向刚度。车门最终改进结构如图图10车门结构改进更新系统多体动力学模型全内饰车身中的车门结构，以虚拟载荷迭代得到的位移驱动为输入进行动力学求解，获得车门上框关键点的响应。车门上框密封条预压缩量6m